台式钻床主轴套筒设计

台式钻床主轴套筒设计

摘要：台式钻床主轴套筒是钻床主轴实现轴向进给运动的传动元件，作为台式钻床的主要部件，本文将根据所需要的各项技术指标自己设计一款实用型的台式钻床主轴套筒。我将在主轴套筒的材料选择、主轴套筒的几何形状尺寸设计及原理，等相应方面分析和设计。现将其各部分的组成、原理、设计和安装的方法逐一介绍。

关键词：台式钻床，主轴套筒，设计，原理

前言：

随着我国现代化建设的发展，各个方面机械化程度的逐步加深，机械加工与制造领域也越来越重要起来，台式钻床作为机械加工中的重要手段，更是应用广泛。虽然现在数控技术的不断发展，但台式钻床却不会被完全取代。台式钻床简称台钻，是一种体积小巧，操作简便，通常安装在专用工作台上使用的小型孔加工机床。台式钻床主轴套筒作为台式钻床的主要部件，其主要作用：一是传递钻孔所需的旋转运动，带动主轴的上下移动；二是承受并传递钻孔时的作用力；三是安装定位钻套。为了适应应用和发展需求，下面主要介绍适用于JB／T 8647-1997标准型台式钻床的主轴套筒的原理分析和设计。

1 台式钻床的工作原理：

台式钻床是由电机力输出，通过塔式皮带轮和三角带的变速传递给主轴，再由主轴套筒和手柄齿轮配合组成纵向进给机构，经过钻床夹具和刀具的旋转配合完成零件的加工。

2 台式钻床的主要特点：

台式钻床主要作用于中小型零件钻孔、扩孔、绞孔、攻螺纹、刮平面等技工车间和机床修配车间使用，与国内外同类型机床比较，具有马力小、刚度高、精度高，刚性好，操作方便，易于维护的特点，标准型台式钻床的外形简略图，如图1-1所示。

图1-1 标准型台式钻床简略图

3 台式钻床主轴套筒的主要作用

台式钻床主轴套筒的主要作用有：一是传递钻孔所需的旋转运动，带动主轴的上下移动；二是承受并传递钻孔时的作用力；三是安装定位钻套。

4 台式钻床主轴套筒的设计原理和技术要求

台式钻床主轴套筒的技术要求主要分为两大部分，分别是外部形状尺寸的设计原理和零件材料选择的技术要求。

4.1 钻床主轴套筒的材料选择及外部形状尺寸的设计

钻床主轴套筒的作用在于传递加工零件的旋转动作的同时带动主轴即刀具的上下移动，考虑以上原因及特点，下面将分别按照主轴套筒的材料选择、外部形状的尺寸设计两个方面进行设计和介绍。

4.1.1 钻床主轴套筒的材料选择

由于考虑到主轴套筒的性质和工作特点，分析如下：主轴套筒作为钻床的主要部件之一，必需保证其的耐用性，而主轴套筒的主要失效形式为疲劳破坏，所以其选用的材料应具有较好的强度、韧性及耐磨性。所以常选用优质碳素结构钢，如35、45、50牌号的钢材。

根据传动轴的强度计算公式：max τ=T

W T ≤［τ］

max τ为最大扭转切应力，单位为MPa ［τ］为许用扭转切应力，单位为MPa T 为轴传递的转矩，单位为N ·mm ，T=9.55×106

n

P

W T 为抗扭截面系数（mm 3），W T =0.2d

3

P 为传递的功率，单位为kW n 为主轴的转速，单位为r ／min d 为轴的直径，单位为mm max τ=

3

62.01055.9d n P ?

根据JB ／T 8647-1997标准型台式钻床的技术标准，主轴转速最大为3000转，即n=3000r ／min ，最大功率为300kW ，即P=300kW ，主轴套筒最大直径为51mm 。 带入公式得出：max τ=38.2MPa

根据主轴的材料与载荷的有关因数，可查表4-1查取

表4-1 许应力［τ］及C 值

根据查表得出，JB ／T 8647-1997标准型台式钻床的主轴套筒材料应选择45号钢材。 由于主轴套筒需承受弯扭组合作用，同时轴上零件的位置与轴承和轴承支撑间的距离还没确定，所以对主轴套筒的设计，只能先按照扭转强度初步估算出主轴套筒的最小直径，待轴系结构确定后，轴上所承受的载荷大小、方向、作用点及支撑跨距已确定，再按弯扭组合强度校核。

强度校核公式为：σe =W

M

e =

3

2

21.0)(d T M

α+≤［σ－1］bb

公式中，σe 为当量应力，单位为MPa ；M e 为当量弯矩，单位为N ·mm ；M 为合成弯矩，单位

为N ·mm ；T 为轴传递的扭矩，单位为N ·mm ；W 为轴危险截面的抗弯截面系数，W=0.1d 3

；

α为由转矩性质而定的折合因数，转矩不变时≈α0.3，转矩为脉动循环变化时≈α0.6，对频

繁正反转的轴，转矩可认为对称循环变化≈α1；［σ－1］bb 为对称循环状态下的许用弯曲应

表4-2 主轴套筒的许用弯曲应力 （单位：MPa ）

根据公式校核及查表核对，主轴套筒的材料（即45号钢材）选用合理，能满总正常的加工和生产需求。由此确定了钻床主轴套筒的材料为45号钢材。

4.1.2 钻床主轴套筒的外部形状尺寸设计及原理

根据实践证明，套筒类零件交变应力作用下的破坏形式与静应力下全然不同。 其主要特点是：

⑴零件破坏时，交变应力的最大值远小于材料的静强度极限，甚至低于屈服点。

⑵零件破坏时呈脆弱性断裂，即使对于塑性较好的材料，断裂时也无明显的塑形变形。因此这种断裂事先不易察觉，这就表现出此类破坏的危险性。

⑶破坏在断口上，呈现出两个区域，光滑区和粗糙区。在光滑区内，有时可以看见到以微裂纹为起始点（裂纹源）逐渐扩展的弧形曲线。

实验表明，材料的持久极限不仅与材料种类、受力形式和循环特征有关，而且还受到零件的形状、外形尺寸和表明加工质量的影响。因此我根据以上情况来设计合理的尺寸，以满足强度需要，还必须满足主轴套筒上零件的可靠定位和紧固，同时便于加工制造、拆装和调整。 下面我将钻床主轴套筒的外部形状分成主轴套筒最大直径尺寸、主轴套筒的轴肩和轴环的倒角尺寸设定、主轴套筒的内径尺寸设定、主轴套筒外部的梯形牙设计、主轴套筒外部梯形牙弯曲疲劳强度计算及校核等几大方面来进行分析和设计。 4.1.2.1 钻床主轴套筒的最大直径尺寸设计

为了检验和论证JB ／T 8647-1997标准型台式钻床的主轴套筒最大外径尺寸和设计原理，我将重新带入一遍轴类零件外径尺寸公式中。

公式为：d ≥3]

[2.01055.96n p τ?=C 3n p

在公式中，［τ］为许用扭转切应力，单位为MPa P 为传递的功率，单位为kW n 为主轴的转速，单位为r ／min d 为轴的直径，单位为mm

表4-3 许用切应力[]τ及C 值

根据公式得出d ≥50.2mm ，由此进一步验证了JB ／T 8647-1997标准型台式钻床的主轴套筒最大外径尺寸为大于或等于50.2mm 即标准型台式钻床主轴套筒的最大直径51设置合理，符合相应的技术要求。

4.1.2.2 钻床主轴套筒的轴肩和轴环的倒角尺寸设定

根据主轴套筒的最大直径，所以我把轴设计成了最为普遍的阶梯型模式，目的是为了增加套筒的强度和刚度，便于拆卸，易于套筒与主轴和台钻本身机体的安装配合；区别不同轴段的精度及表面光洁度等满足不同的需求。

为了减少应力集中，轴肩、轴环过度要缓和，并做成圆角，但这种圆角必须大于于钻床机体的轮毂孔端面的圆角半径或倒角，轴肩和轴环尺寸及零件孔端圆角半径1R 和倒角1C 的数值见表4-4。

表4-4 轴环与轴肩尺寸R 、b 、h 及零件孔端面圆角半径1R 、1C （单位：mm ） 由上表查出主轴套筒的圆角半径和倒角的数值分别为0.11=R mm 、0.11=C mm 。 4.1.2.3 钻床主轴套筒的内径尺寸设定

主轴套筒内径尺寸我尽量采用标准系列，在滚动轴承。联轴器配合处的直径，必须符合滚动轴承、联轴器内径的标准系列,螺纹处的直径尽量符合螺纹标准系列。主轴套筒的标准内外直径尺寸见表4-5。

表4-5 主轴套筒的标准直径 （单位：mm ）

由表查得，主轴套筒内径滚动轴承位置的相应尺寸得到确定，主轴套筒两端的轴承位尺寸为40mm 。

再由标准型台式钻床主轴的形状尺寸标准得出主轴套筒的内径为24mm 。根据其标准同样得出主轴套筒两端的定位阶台尺寸分别为31mm 、

28mm 、46mm 、45mm 、42mm 。

4.1.2.4 钻床主轴套筒外部的梯形牙设计

根据主轴套筒的作用之一是带动主轴上下移动。我所设计的机构原理是在主轴套筒外部加上梯形牙槽，再来通过外部手柄的齿轮带动主轴做上下移动。在我设计的同时参照齿轮齿条的传动原理来进行设计，但其缺点是由于铣制相同模数不同齿数的齿轮是用一组有限数目的齿轮铣刀来完成的，因此所选铣刀不可能与要求齿形准确吻合，加工出的齿形不够标准，齿轮的分度有误差，制造精度较低。但是又根据实际的操作要求来看，标准型台式钻床的上下移动精度要求不高，而且齿轮传动具有瞬时传动比恒定、结构紧凑、工作可靠、寿命长、效率高、可实现平行轴、任意两相交轴和任意两交错轴之间的传动，适应的圆周速度和传动功率范围大的特点。所以经过评测之后决定选用和齿轮齿条的传动原理相仿的外部梯形牙结构来实现带动主轴上下移动的要求。

根据以上情况，外部梯形牙尺寸设定参照标准渐开线直齿齿轮几何设计公式，见表4-6。

表4-6 渐开线标准直齿齿轮几何尺寸的计算公式

根据表3-5中的相应公式，计算出了外部梯形牙的几何尺寸分别为：齿顶高2=a h mm 、齿根高4.2=f h mm 、齿距28.6=p mm 、齿厚14.3=s mm 、齿槽宽14.3=e mm 、压力角?=20α、全齿高4.4=h mm 。

4.1.2.5 钻床主轴套筒外部梯形牙弯曲疲劳强度计算及校核

主轴套筒外部梯形牙弯曲疲劳强度计算是根据齿轮弯曲疲劳强度计算得来的，对齿根弯曲疲劳强度计算时，为使问题简化，讲轮齿看作一悬臂梁，全部载荷由一对齿承担，齿根除危险截面可用?30切线法确定，即作与轮齿对称中心线成?30夹角并与齿根过渡圆角相切的斜线，两切点的连线为危险截面。如果将作用于齿顶的法向力n F 分解为F n F αcos 和

F n F αsin =两个分力，则弯矩l con F M F n )(α=，危险剖面处的抗弯截面模量为W ，从而

求得最大弯曲应力为W

M max

max =σ，由此得到齿根弯曲疲劳强度计算公式为： []13211

12bb FS

d bb Y m z KT σ?σ≤=

[]21

2

1

2bb FS FS bb bb Y Y σσσ≤= 公式中bb σ为齿根弯曲应力，单位为MPa ，1z 为小齿轮（即钻床手柄齿轮）齿数，m 为齿轮

模数，单位为mm ，[]bb σ为许用弯曲应力，单位为MPa ，FS Y 为齿形系数，决定于齿轮形状。 根据以上公式得出1FS Y ≠2FS Y ，所以齿根弯曲应力不相等，即21bb bb σσ≠，由于两齿轮（把主轴套筒外部梯形牙也视为一齿轮）的许应力不等，即[][]21bb bb σσ≠。由以上结论证明主轴套筒外部梯形牙也台式钻床手柄齿轮间的疲劳强度应用在合理范围以内，由此证明起设计合理。

4.2 钻床主轴套筒的材料及几何形状尺寸设计的总结

我所设计的钻床主轴套筒的材料为45号钢材，最大直径为51mm ，圆角半径和倒角的数值分别为0.11=R mm 、0.11=C mm ，外部梯形牙的几何尺寸分别为：齿顶高2=a h mm 、齿根高

4.2=f h mm 、齿距28.6=p mm 、齿厚14.3=s mm 、齿槽宽14.3=e mm 、压力角?=20α、

全齿高4.4=h mm ，主轴套筒的简略图见图4-2，另附图纸。

图4-2 钻床主轴套筒简略图

结论

毕业论文是我在机电一体化专业学习阶段的一次非常难得的理论与实际相结合的机会，通过这次比较完整的毕业设计，我摆脱了单纯的理论知识学习状态，和实际设计的结合锻炼了我的综合运用所学的专业基础知识，同时也提高了我查阅文献资料、设计手册、设计规范以及电脑制图（CAD ）等其他的专业能力水平，而却通过对整体的掌控，对局部的取舍，以及对细节的斟酌处理，都是我的能力得到了锻炼，经验得到了丰富，并且意志品质力，抗压能力及耐力也都得到了不同程度的提升。这是我们都希望看到的也正是我们进行毕业设计的目的所在。

虽然毕业设计内容繁多，过程繁琐但我的收获却更加丰富。各种材料型号的使用条件，各种尺寸的选用标准，我都随着设计的不断深入而不断学习并学会应用的。和老师的沟通交流更是我从应用的角度对设计有了新的认识也对自己提出了新的要求，通过这次毕业设计让我提

前了解了这些知识，这是很珍贵的。

本设计即钻床主轴套筒是针对JB／T 8647-1997标准型台式钻床的机身来进行设计的，因为标准型台式钻床的应用面很广泛，所以我才有了以上的设计。但以上的设计也并不是十全十美，其中还是有一部分的问题，所以我将在今后的工作学习中进行完善。

参考文献

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孙恒，陈作模主编.机械原理. 北京高等教育出版社，2000

寇尊权主编.机械课程设计.机械工业出版社，2008.1